JP3661014B2

JP3661014B2 - Refrigeration equipment

Info

Publication number: JP3661014B2
Application number: JP2001300082A
Authority: JP
Inventors: 順一下田; 信百▲崎▼
Original assignee: Daikin Industries Ltd
Current assignee: Daikin Industries Ltd
Priority date: 2001-09-28
Filing date: 2001-09-28
Publication date: 2005-06-15
Anticipated expiration: 2021-09-28
Also published as: JP2003106683A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、容量が可変である圧縮機を有する冷凍装置に関し、特に、圧縮機の容量を変化させたときに膨張弁の開度を適切に制御するようにした冷凍装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来より、冷媒が循環して蒸気圧縮式冷凍サイクルを行う冷媒回路を備えた冷凍装置について、蒸発器の入口側及び出口側における冷媒の温度を検出し、これらの冷媒温度の温度差として検出される冷媒の過熱度が所定値になるように膨張弁の開度をフィードバック制御することが知られている。
【０００３】
ところで、圧縮機のモータの回転数を変更することにより、圧縮機の容量を可変とした冷凍装置は、一般に知られている。そして、例えば複数の室内機を備える空気調和装置について、各室内機のいずれかのＯＮ・ＯＦＦ動作が切り換えられ、それに応じて圧縮機の容量が変化されるような場合には、膨張弁の上流側と下流側との差圧が変化して、蒸発器を流れる冷媒の流量が大きく変化する。このとき、上記フィードバック制御では、制御の追従性が低いので、膨張弁の開度を変化後の圧縮機容量に応じた開度である実際の適正開度に素早く設定することができない。
【０００４】
このため、従来より、上記膨張弁開度の適正開度への変更に要する時間を短縮させる目的で、上記フィードバック制御に移行する前に、圧縮機の容量変化後の容量(Ｆｔ′)と容量変化前の容量(Ｆｔ)との比（以下、圧縮機容量比という）(Ｆｔ′／Ｆｔ)と、圧縮機容量変化前の膨張弁の開度(ＥＶ)とに基づいて、圧縮機容量変化後の膨張弁の開度(ｅｖ′)を、ｅｖ′＝ＥＶ×(Ｆｔ′／Ｆｔ)と予測して設定するフィードフォワード制御を行うことが知られている。すなわち、このものでは、上記フィードフォワード制御により膨張弁の開度を実際の適正開度(ＥＶ₀)に予め素早く近付けた後、上記フィードバック制御によりその適正開度(ＥＶ₀)に正確に一致させるようにしていた。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、実際には、室内機のＯＮ・ＯＦＦ作動に応じて圧縮機の容量が大きく変化する際に、凝縮器における凝縮圧力や、蒸発器における蒸発圧力等の冷媒状態も大きく変化してしまうため、上記従来のように、圧縮機変化前の膨張弁の開度(ＥＶ)と、圧縮機容量比(Ｆｔ′／Ｆｔ)とだけに基づいて、圧縮機容量変化後の膨張弁の開度(ｅｖ′)を正確に予測して設定することは困難である。
【０００６】
すなわち、圧縮機容量比が実際の凝縮圧力及び蒸発圧力に正確に反映されているとは限らないので、容量変化後の圧縮機容量に応じた実際の適正開度と、従来のフィードフォワード制御により予測される膨張弁開度との差が比較的大きくなるため、その後のフィードバック制御による膨張弁開度の適正化に要する時間が長くなる。つまり、上記従来のものでは、圧縮機の容量変化に伴う膨張弁開度の制御追従性が比較的低いという問題がある。
【０００７】
さらに、こうして膨張弁を通過する冷媒流量が不適正である時間が比較的長くなるため、圧縮機に吸入される冷媒の湿り度合いや、過熱度が大きくなる時間も長くなり、圧縮機に与えるストレスが大きくなるという問題もある。
【０００８】
本発明は斯かる諸点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、冷凍装置における膨張弁の制御に工夫を凝らすことにより、圧縮機の容量変化に伴う膨張弁の制御追従性を向上させることにある。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
具体的には、本発明は、容量可変な圧縮機（30）と熱源側熱交換器（34）と開度調整自在な膨張弁（36）と利用側熱交換器（37）とを有し、冷媒が循環する冷媒回路（20）を備えた冷凍装置が前提である。そして、上記圧縮機（30）の容量を変化させた後の上記冷媒回路（20）における冷媒の凝縮圧力及び蒸発圧力を予測する予測手段（85）と、上記圧縮機（30）の容量変化の前後における圧縮機容量比と、圧縮機（30）の容量変化前の凝縮圧力及び蒸発圧力と、上記予測手段（85）が予測した圧縮機（30）の容量変化後の凝縮圧力及び蒸発圧力の予測値とに基づいて圧縮機（30）の容量変化後の膨張弁（36）の開度を導出し、上記圧縮機（30）の容量変化時に膨張弁（36）を導出開度に制御する開度変更手段（86）とを備えている。さらに、上記予測手段（ 85 ）は、圧縮機（ 30 ）の容量変化の前後における圧縮機容量比と、圧縮機（ 30 ）の容量変化前の冷媒の凝縮温度と室外温度又は室内温度との凝縮側の温度差と、圧縮機（ 30 ）の容量変化前の冷媒の蒸発温度と室内温度又は室外温度との蒸発側の温度差とから容量変化後の凝縮側の温度差及び蒸発側の温度差を導出することによって容量変化後の冷媒の凝縮温度及び蒸発温度を予測し、該凝縮温度及び蒸発温度に基づいて容量変化後の冷媒の凝縮圧力及び蒸発圧力を予測するように構成されている。
【００１０】
上記の発明によると、予測手段（85）により、圧縮機（30）の容量を変化させた後の冷媒状態として、冷媒の凝縮圧力及び蒸発圧力がそれぞれ予測される。そして、この予測手段（85）により得られた圧縮機（30）の容量変化後の予測値たる凝縮圧力及び蒸発圧力と、圧縮機（30）の容量変化の前後における圧縮機容量比と、圧縮機（30）の容量変化前の凝縮圧力及び蒸発圧力とのそれぞれに基づいて、開度変更手段（86）により容量変化後の膨張弁（36）の開度が導出される。さらに、膨張弁（36）は、その開度変更手段（86）によって圧縮機（30）の容量変化時に上記導出開度に制御される。
【００１１】
従って、予測手段（85）及び開度変更手段（86）によるフィードフォワード制御によって、膨張弁（36）を実際の適正開度にさらに高精度に近付けることにより膨張弁（36）開度の制御追従性を向上させることができるとともに、圧縮機（30）に吸入される冷媒の湿り度合いや過熱度が大きくなる時間を短縮して圧縮機（30）に与えられるストレスを低減させることができる。
【００１２】
さらに、上記の発明によると、圧縮機（30）の容量変化後の冷媒の凝縮圧力及び蒸発圧力をそれぞれ、圧縮機（30）の容量変化の前後における圧縮機容量比と、圧縮機（30）の容量変化前の冷媒の凝縮温度及び蒸発温度と、室外温度及び室内温度とに基づいて適切に予測することができる。
【００１３】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。本発明に係る冷凍装置である空調機（10）は、冷房運転と暖房運転とを切り換えて行うように構成されている。
【００１４】
図１に示すように、上記空調機（10）は、冷媒が循環して蒸気圧縮式冷凍サイクルを行う冷媒回路（20）及びコントローラ（80）を備えている。この冷媒回路（20）は、室外回路（21）、室内回路（22）、液側連絡管（23）、及びガス側連絡管（24）により構成されている。室外回路（21）は、室外機（11）に設けられている。この室外機（11）には、室外ファン（12）が設けられている。一方、室内回路（22）は、第１室内機(13a）及び第２室内機(13b）に設けられている。この第１及び第２室内機（13a，13b）には、室内ファン（14，14）がそれぞれ設けられている。
【００１５】
上記室外回路（21）には、容量可変な圧縮機（30）、四路切換弁（33）、熱源側熱交換器たる室外熱交換器（34）、レシーバ（35）、及び開度調整自在な電動膨張弁（36）が設けられている。また、室外回路（21）には、ブリッジ回路（40）、過冷却回路（50）、液側閉鎖弁（25）、及びガス側閉鎖弁（26）が設けられている。更に、室外回路（21）には、ガス連通管（61）及び均圧管（63）が接続されている。
【００１６】
上記室外回路（21）において、圧縮機（30）の吐出ポート（32）は、四路切換弁（33）の第１のポートに接続されている。四路切換弁（33）の第２のポートは、室外熱交換器（34）の一端に接続されている。室外熱交換器（34）の他端は、ブリッジ回路（40）に接続されている。また、このブリッジ回路（40）には、レシーバ（35）と、電動膨張弁（36）と、液側閉鎖弁（25）とが接続されている。この点については、後述する。圧縮機（30）の吸入ポート（31）は、四路切換弁（33）の第３のポートに接続されている。四路切換弁（33）の第４のポートは、ガス側閉鎖弁（26）に接続されている。
【００１７】
上記ブリッジ回路（40）は、第１管路（41）、第２管路（42）、第３管路（43）、及び第４管路（44）をブリッジ状に接続して構成されている。このブリッジ回路（40）において、第１管路（41）の出口端が第２管路（42）の出口端と接続し、第２管路（42）の入口端が第３管路（43）の出口端と接続し、第３管路（43）の入口端が第４管路（44）の入口端と接続し、第４管路（44）の出口端が第１管路（41）の入口端と接続している。
【００１８】
第１〜第４の各管路（41〜44）には、逆止弁が１つずつ設けられている。第１管路（41）には、その入口端から出口端に向かう冷媒の流通のみを許容する逆止弁（CV-1）が設けられている。第２管路（42）には、その入口端から出口端に向かう冷媒の流通のみを許容する逆止弁（CV-2）が設けられている。第３管路（43）には、その入口端から出口端に向かう冷媒の流通のみを許容する逆止弁（CV-3）が設けられている。第４管路（44）には、その入口端から出口端に向かう冷媒の流通のみを許容する逆止弁（CV-4）が設けられている。
【００１９】
上記室外熱交換器（34）の他端は、ブリッジ回路（40）における第１管路（41）の入口端及び第４管路（44）の出口端に接続されている。ブリッジ回路（40）における第１管路（41）の出口端及び第２管路（42）の出口端は、円筒容器状に形成されたレシーバ（35）の上端部に接続されている。レシーバ（35）の下端部は、電動膨張弁（36）を介して、ブリッジ回路（40）における第３管路（43）の入口端及び第４管路（44）の入口端に接続されている。ブリッジ回路（40）における第２管路（42）の入口端及び第３管路（43）の出口端は、液側閉鎖弁（25）に接続されている。
【００２０】
上記室内回路（22）には、利用側熱交換器たる２つの室内熱交換器（37，37）がそれぞれ並列に設けられている。この２つの室内熱交換器（37，37）は、同一の構成を有している。室内回路（22）の一端は、液側連絡管（23）を介して液側閉鎖弁（25）に接続されている。室内回路（22）の他端は、ガス側連絡管（24）を介してガス側閉鎖弁（26）に接続されている。つまり、液側連絡管（23）及びガス側連絡管（24）は、室外機（11）から室内機（13a，13b）に亘って設けられている。また、第１室内機(13a）の冷媒回路（22）における室内熱交換器（37）の液側連絡管（23）側には、第１電磁弁（27）が配設されている。一方、第２室内機(13b）の冷媒回路（22）における室内熱交換器（37）の液側連絡管（23）側には、第２電磁弁（28）が配設されている。また、上記空調機（10）の設置後において、液側閉鎖弁（25）及びガス側閉鎖弁（26）は、常に開放状態とされる。
【００２１】
上記過冷却回路（50）は、その一端がレシーバ（35）の下端と電動膨張弁（36）の間に接続され、その他端が圧縮機（30）の吸入ポート（31）に接続されている。この過冷却回路（50）には、その一端から他端に向かって順に、第３電磁弁（51）と、温度自動膨張弁（52）と、過冷却熱交換器（54）とが設けられている。過冷却熱交換器（54）は、レシーバ（35）から電動膨張弁（36）へ向けて流れる冷媒と過冷却回路（50）を流れる冷媒とを熱交換させるように構成されている。また、温度自動膨張弁（52）の感温筒（53）は、過冷却回路（50）における過冷却熱交換器（54）の下流部に取り付けられている。
【００２２】
上記ガス連通管（61）は、その一端がレシーバ（35）の上端部に接続され、その他端が電動膨張弁（36）とブリッジ回路（40）の間に接続されている。また、ガス連通管（61）の途中には、第４電磁弁（62）が設けられている。
【００２３】
上記均圧管（63）は、一端がガス連通管（61）における第４電磁弁（62）とレシーバ（35）の間に接続され、他端が室外回路（21）における圧縮機（30）の吐出ポート（32）と四路切換弁（33）の間に接続されている。また、均圧管（63）には、その一端から他端に向かう冷媒の流通のみを許容する均圧用逆止弁（64）が設けられている。
【００２４】
上記圧縮機（30）は、密閉型で高圧ドーム型に構成されている。具体的に、この圧縮機（30）は、スクロール型の圧縮機構と、該圧縮機構を駆動する電動機とを、円筒状のハウジングに収納して構成されている。吸入ポート（31）から吸い込まれた冷媒は、圧縮機構へ直接導入される。圧縮機構で圧縮された冷媒は、一旦ハウジング内に吐出された後に吐出ポート（32）から送り出される。尚、圧縮機構及び電動機は、図示を省略する。
【００２５】
上記圧縮機（30）の電動機には、図外のインバータを通じて電力が供給される。このインバータの出力周波数を変更すると、電動機の回転数が変化して圧縮機容量が変化する。つまり、上記圧縮機（30）は、その容量が可変に構成されている。
【００２６】
上記室外熱交換器（34）は、クロスフィン式のフィン・アンド・チューブ型熱交換器により構成されている。また、この室外熱交換器（34）は、互いに直列接続された２つの部分から構成されている。室外熱交換器（34）には、室外ファン（12）によって室外空気が供給される。そして、室外熱交換器（34）は、冷媒回路（20）を循環する冷媒と室外空気とを熱交換させる。
【００２７】
上記室内熱交換器（37，37）は、クロスフィン式のフィン・アンド・チューブ型熱交換器により構成されている。この室内熱交換器（37，37）には、室内ファン（14，14）によって室内空気が供給される。そして、室内熱交換器（37，37）は、冷媒回路（20，20）の冷媒と室内空気とを熱交換させる。
【００２８】
上記四路切換弁（33）は、第１のポートと第２のポートが連通し且つ第３のポートと第４のポートが連通する状態（図１に実線で示す状態）と、第１のポートと第４のポートが連通し且つ第２のポートと第３のポートが連通する状態（図１に破線で示す状態）とに切り換わる。この四路切換弁（33）の切換動作によって、冷媒回路（20）における冷媒の循環方向が反転する。
【００２９】
上記空調機（10）には、圧力センサや温度センサが設けられている。これらセンサの検出値は、上記コントローラ（80）に入力されて、空調機（10）の運転制御に用いられる。
【００３０】
具体的に、圧縮機（30）の吸入ポート（31）に接続する配管には、圧縮機（30）の吸入冷媒圧力を検出するための低圧圧力センサ（71）と、その吸入冷媒温度を検出するための吸入管温度センサ（77）とが設けられている。圧縮機（30）の吐出ポート（32）に接続する配管には、圧縮機（30）の吐出冷媒温度を検出するための吐出管温度センサ（74）が設けられている。
【００３１】
また、室外機（11）には、室外空気の温度を検出するための外気温センサ（72）が設けられている。室外熱交換器（34）には、その伝熱管温度を検出するための室外熱交換器温度センサ（73）が設けられている。
【００３２】
また、第１及び第２室内機（13a，13b）には、室内熱交換器（37，37）へ送られる室内空気の温度を検出するための内気温センサ（75，75）がそれぞれ設けられている。
【００３３】
また、室内熱交換器（37，37）には、その伝熱管温度を検出するための室内熱交換器温度センサ（76，76）がそれぞれ設けられている。この室内熱交換器温度センサ（76，76）は、室内熱交換器（37，37）の伝熱管のうち、運転中にその内部で冷媒が気液二相状態となる部分に取り付けられている。そして、室内熱交換器温度センサ（76，76）は、冷媒の蒸発温度又は凝縮温度として室内熱交換器（37，37）の温度を検出し、その検出値を熱交換器検出温度として出力するものである。
【００３４】
上記コントローラ（80）は、電動膨張弁（36）の開度を適切に維持するための膨張弁制御手段たる膨張弁制御部（83）を備えている。膨張弁制御部（83）は、蒸発器の入口側及び出口側における、冷媒の温度を検出し、これらの冷媒温度の温度差として検出される冷媒蒸気の吸入過熱度が所定値（例えば、５℃）になるように電動膨張弁（36）の開度をフィードバック制御するものである（以降、膨張弁制御部（83）による電動膨張弁（36）開度のフィードバック制御を、単にフィードバック制御と略称する）。
【００３５】
ところで、コントローラ（80）は、容量比演算部（84）を備えている。容量比演算部（84）は、各室内機（13a，13b）のＯＮ・ＯＦＦ作動に応じて所定の容量に変更された後の圧縮比の容量(Ｆｔ′)と、変更される前の容量(Ｆｔ)との比である圧縮機容量比(Ｆｔ′／Ｆｔ)を演算するためのものである。
【００３６】
また、コントローラ（80）は、予測手段たる予測部（85）を備えている。予測部（85）は、圧縮機（30）の容量を変化させた後の冷媒回路（20）における冷媒の凝縮圧力(Ｐｃ′)及び蒸発圧力(Ｐｅ′)を予測するためのものである。さらに、この予測部（85）は、容量比演算部（84）により演算された圧縮機（30）の容量変化の前後における圧縮機容量比(Ｆｔ′／Ｆｔ)と、圧縮機（30）の容量変化前の冷媒の凝縮温度(Ｔｃ)及び蒸発温度(Ｔｅ)と、室外温度(Ｔａ)及び室内温度(Ｔｒ)とに基づいて上記冷媒の凝縮圧力(Ｐｃ′)及び蒸発圧力(Ｐｅ′)を予測するように構成されている。
【００３７】
さらに、コントローラ（80）は、開度変更手段たる開度変更部（86）を備えている。開度変更部（86）は、圧縮機（30）の容量変化の前後における圧縮機容量比(Ｆｔ′／Ｆｔ)と、圧縮機（30）の容量変化前の凝縮圧力(Ｐｃ)及び蒸発圧力(Ｐｅ)と、上記予測部（85）が予測した圧縮機（30）の容量変化後の凝縮圧力(Ｐｃ′)及び蒸発圧力(Ｐｅ′)の予測値とに基づいて圧縮機（30）の容量変化後の電動膨張弁（36）の開度(ＥＶ′)を導出し、圧縮機（30）の容量変化時に電動膨張弁（36）を導出開度(ＥＶ′)に制御するように構成されている（以降、容量比演算部（84）、予測部（85）及び開度変更部（86）による電動膨張弁（36）開度のフィードフォワード制御を、単にフィードフォワード制御と略称する）。
【００３８】
このようにして、本実施形態に係る空調機（10）は、冷媒回路（20）の圧縮機（30）の容量を変化させた際、冷媒回路（20）の冷媒状態を予測し、その冷媒状態の予測値を加味して電動膨張弁（36）の開度を変化させるように構成されている。
【００３９】
−運転動作−
上記空調機（10）の運転動作について説明する。この空調機（10）は、冷却動作による冷房運転と、ヒートポンプ動作による暖房運転とを切り換えて行う。
【００４０】
《冷房運転》
２つの室内機（13a，13b）を同時に運転させる冷房運転時には、四路切換弁（33）が図１に実線で示す状態に切り換えられると共に、第１電磁弁（27）及び第２電磁弁（28）が開放され、電動膨張弁（36）が所定開度に調節され、第３電磁弁（51）が開放され、第４電磁弁（62）が閉鎖される。また、室外ファン（12）及び室内ファン（14，14）がそれぞれ運転される。この状態で冷媒回路（20）において冷媒が循環し、室外熱交換器（34）を凝縮器とし且つ室内熱交換器（37，37）を蒸発器として冷凍サイクルが行われる。
【００４１】
具体的に、圧縮機（30）の吐出ポート（32）から吐出された冷媒は、四路切換弁（33）を通って室外熱交換器（34）へ送られる。室外熱交換器（34）では、冷媒が室外空気に対して放熱して凝縮する。凝縮した冷媒は、ブリッジ回路（40）の第１管路（41）を通ってレシーバ（35）に流入する。レシーバ（35）から流出した高圧の液冷媒は、その一部が分流されて過冷却回路（50）へ流入し、残りが過冷却熱交換器（54）へ流入する。
【００４２】
過冷却回路（50）へ流入した冷媒は、温度自動膨張弁（52）で減圧されて低圧冷媒となり、その後に過冷却熱交換器（54）へ流入する。過冷却熱交換器（54）では、レシーバ（35）からの高圧液冷媒と、温度自動膨張弁（52）で減圧された低圧冷媒とが熱交換を行う。そして、過冷却熱交換器（54）では、低圧冷媒が高圧液冷媒から吸熱して蒸発し、高圧液冷媒が冷却される。過冷却熱交換器（54）で蒸発した低圧冷媒は、過冷却回路（50）を流れて圧縮機（30）に吸入される。一方、過冷却熱交換器（54）で冷却された高圧液冷媒は、電動膨張弁（36）へ送られる。
【００４３】
電動膨張弁（36）では、送り込まれた高圧液冷媒が減圧される。電動膨張弁（36）で減圧された冷媒は、その後にブリッジ回路（40）の第３管路（43）から液側連絡管（23）を通り、開放状態の第１電磁弁（27）又は第２電磁弁（28）を介して室内熱交換器（37，37）へそれぞれ送られる。
【００４４】
室内熱交換器（37，37）では、冷媒が室内空気から吸熱して蒸発する。つまり、室内熱交換器（37，37）では、第１及び第２室内機（13a，13b）に取り込まれた室内空気が冷媒に対して放熱する。この放熱によって室内空気の温度が低下し、低温の調和空気が生成する。生成した調和空気は、第１及び第２室内機（13a，13b）から室内へ供給されて冷房に利用される。
【００４５】
室内熱交換器（37，37）で蒸発した冷媒は、ガス側連絡管（24）及び四路切換弁（33）を流れ、吸入ポート（31）から圧縮機（30）に吸入される。圧縮機（30）は、吸入した冷媒を圧縮して再び吐出ポート（32）から吐出する。冷媒回路（20）では、以上のように冷媒が循環して冷却動作が行われる。
【００４６】
また、第１室内機及び第２室内機のいずれか一方の運転を停止させるときには、開放状態の第１電磁弁（27）及び第２電磁弁（28）のいずれか一方を閉鎖する。そして、圧縮機（30）の容量を１／２に変更するとともに、電動膨張弁（36）の開度を変更する。このときの電動膨張弁（36）の開度の制御については、後述する。
【００４７】
《暖房運転》
２つの室内機（13a，13b）を同時に運転させる暖房運転時には、四路切換弁（33）が図１に破線で示す状態に切り換えられると共に、第１電磁弁（27）及び第２電磁弁（28）が開放され、電動膨張弁（36）が所定開度に調節され、第３電磁弁（51）及び第４電磁弁（62）が閉鎖されている。また、室外ファン（12）及び室内ファン（14）が運転される。この状態で冷媒回路（20）において冷媒が循環し、室内熱交換器（37）を凝縮器とし且つ室外熱交換器（34）を蒸発器として冷凍サイクルが行われる。
【００４８】
具体的に、圧縮機（30）の吐出ポート（32）から吐出された冷媒は、四路切換弁（33）からガス側連絡管（24）を通って室内熱交換器（37，37）へ送られる。室内熱交換器（37，37）では、冷媒が室内空気に対して放熱して凝縮する。つまり、室内熱交換器（37，37）では、第１及び第２室内機（13a，13b）に取り込まれた室内空気が冷媒によって加熱される。この加熱によって室内空気の温度が上昇し、暖かい調和空気が生成する。生成した調和空気は、室内機（13a，13b）から室内へ供給されて暖房に利用される。
【００４９】
室内熱交換器（37，37）で凝縮した冷媒は、開放状態の第１電磁弁（27）又は第２電磁弁（28）を介して、液側連絡管（23）とブリッジ回路（40）の第２管路（42）とを通ってレシーバ（35）に流入する。レシーバ（35）から流出した冷媒は、電動膨張弁（36）で減圧され、その後にブリッジ回路（40）の第４管路（44）を通って室外熱交換器（34）へ送られる。室外熱交換器（34）では、冷媒が室外空気から吸熱して蒸発する。
【００５０】
室外熱交換器（34）で蒸発した冷媒は、四路切換弁（33）を通って吸入ポート（31）から圧縮機（30）に吸入される。圧縮機（30）は、吸入した冷媒を圧縮して再び吐出ポート（32）から吐出する。冷媒回路（20）では、以上のように冷媒が循環してヒートポンプ動作が行われる。
【００５１】
また、第１室内機及び第２室内機のいずれか一方の運転を停止させるときには、上記冷房運転の場合と同様に、開放状態の第１電磁弁（27）及び第２電磁弁（28）のいずれか一方を閉鎖する。そして、圧縮機（30）の容量を１／２に変更するとともに、電動膨張弁（36）の開度を変更する。このときの電動膨張弁（36）の開度の制御については、後述する。
【００５２】
《圧縮機の動作》
上記圧縮機（30）の容量を制御する動作について説明する。
【００５３】
先ず、内気温センサ（75）からの室内検出温度と、室内熱交換器温度センサ（76）からの熱交換器検出温度と、ユーザーの操作により図外のリモコンから入力される設定温度とのそれぞれに基づいて、制御目標値を設定する。
【００５４】
そして、室内熱交換器温度センサ（76）から検出される熱交換器検出温度が、上記制御目標値となるように、上記インバータの出力周波数を変更する。インバータの出力周波数が変化すると、圧縮機（30）を駆動する電動機の回転数が変動し、圧縮機（30）の容量が変化する。このようにして、圧縮機（30）の容量は、熱交換器検出温度を制御目標値と一致させるように調節される。
【００５５】
ところで、各室内機（13a，13b）のいずれかががＯＮ・ＯＦＦ作動された場合、圧縮機（30）の容量は、その室内機（13a，13b）のＯＮ・ＯＦＦ作動に応じて変化される。すなわち、例えば第１及び第２室内機（13a，13b）が共にＯＮ作動している状態から、第２室内機(13b）をＯＦＦ作動させて第１室内機(13a）だけがＯＮ作動している状態に変更させる場合には、圧縮機（30）の容量は１／２に変化される。このときの圧縮機（30）の容量変化についても、上記と同様に、インバータの出力周波数を変更して、圧縮機（30）を駆動する電動機の回転数を変化させることにより行われる。
【００５６】
《コントローラの動作》
次に、コントローラ（80）が電動膨張弁（36）の開度を制御する動作について説明する。先ず、圧縮機（30）の容量が一定である通常時に、膨張弁制御部（83）により行われる電動膨張弁（36）開度のフィードバック制御について説明する。
【００５７】
膨張弁制御部（83）には、吸入管温度センサ（77）により検出される吸入冷媒温度、室内熱交換器温度センサ（76）により検出される室内熱交換器（37）の伝熱管温度、及び室外熱交換器温度センサ（73）により検出される室外熱交換器（34）の伝熱管温度がそれぞれ入力される。そして、膨張弁制御部（83）は、これらの各温度に基づいて、蒸発器の入口側温度と出口側温度との差としての冷媒の吸入過熱度を演算する。
【００５８】
すなわち、冷房運転時には、吸入管温度センサ（77）から入力された吸入冷媒温度と、室内熱交換器温度センサ（76）から入力された室内熱交換器（37）の伝熱管温度との差により、過熱度を求める。一方、暖房運転時には、吸入管温度センサ（77）から入力された吸入冷媒温度と、室外熱交換器温度センサ（73）から入力された室外熱交換器（34）の伝熱管温度との差により、過熱度を求める。そして、この過熱度が所定値（例えば、５℃）となるように、電動膨張弁（36）の開度をフィードバック制御する。
【００５９】
次に、圧縮機（30）の容量変化時に、容量比演算部（84）、予測部（85）及び開度変更部（86）により行われる電動膨張弁（36）開度のフィードフォワード制御について説明する。
【００６０】
先ず、容量比演算部（84）には、圧縮機（30）の容量変化時に、圧縮機容量変化前である現在における、各室内機（13a，13b）の作動状態に応じた圧縮機（30）の容量(Ｆｔ)が入力される。一方、各室内機（13a，13b）のＯＮ・ＯＦＦ作動に応じて変更設定される、圧縮機容量変化後の圧縮機（30）の容量(Ｆｔ′)が入力される。これらにより、圧縮比容量比(Ｆｔ′／Ｆｔ)が演算される。
【００６１】
例えば、図２（ａ）に示すように、第１及び第２室内機（13a，13b）が同時にＯＮ作動している状態から、第２室内機(13b）をＯＦＦ作動させて第１室内機(13a）だけがＯＮ作動している状態に変更する場合には、容量変化後の圧縮機（30）の容量(Ｆｔ′)は、容量変化前の圧縮機の容量(Ｆｔ)の１／２となるため、圧縮比容量比(Ｆｔ′／Ｆｔ)は、容量比演算手段（84）により１／２と演算される。
【００６２】
続いて、予測部（85）には、容量比演算部（84）により演算された圧縮機容量比(Ｆｔ′／Ｆｔ)が入力される。さらに、圧縮機（30）の容量変化前の冷媒の凝縮温度(Ｔｃ)及び蒸発温度(Ｔｅ)と、室外温度(Ｔａ)及び室内温度(Ｔｒ)とがそれぞれ入力される。そして、これらに基づいて凝縮圧力(Ｐｃ′)及び蒸発圧力(Ｐｅ′)がそれぞれ予測される。
【００６３】
すなわち、冷房運転時には、図２（ｂ）に示すように、圧縮機（30）の容量が変化して１／２になると、室外熱交換器の伝熱管温度たる凝縮温度(Ｔｃ)は、徐々に低下して、外気温度(Ｔａ)との差が１／２になる。一方、室内熱交換器の伝熱管温度たる蒸発温度(Ｔｅ)は、徐々に上昇して、室内温度(Ｔｒ)との差が１／２になる。このように、圧縮機容量変化後における凝縮温度(Ｔｃ′)及び蒸発温度(Ｔｅ′)は、それぞれ次式により予測して求められる。
【００６４】
Ｔｃ′＝Ｔａ＋（Ｔｃ−Ｔａ）×(Ｆｔ′／Ｆｔ) …(1)
Ｔｅ′＝Ｔｒ−（Ｔｒ−Ｔｅ）×(Ｆｔ′／Ｆｔ) …(2)
そして、上記式(1)により求められた凝縮温度(Ｔｃ′)に基づいて、圧縮機容量変化後の凝縮圧力(Ｐｃ′)が冷媒物性値に基づいて導出される。同様に、上記式(2)により求められた蒸発温度(Ｔｅ′)に基づいて、圧縮機容量変化後の蒸発圧力(Ｐｅ′)が冷媒物性値に基づいて導出される。
【００６５】
尚、このとき、図２（ｃ）に示すように、凝縮圧力(Ｐｃ)は、徐々に低下して(Ｐｃ′)になる一方、蒸発圧力(Ｐｅ)は、徐々に上昇して(Ｐｅ′)になる。すなわち、凝縮圧力(Ｐｃ)と蒸発圧力(Ｐｅ)との差(ΔＰ)は、容量変化後に凝縮圧力(Ｐｃ′)と蒸発圧力(Ｐｅ′)との差(ΔＰ′)に変化する。
【００６６】
一方、暖房運転時には、図示は省略するが、圧縮機（30）の容量が変化して１／２になると、室内熱交換器の伝熱管温度たる凝縮温度(Ｔｃ)は、徐々に低下して、室内温度(Ｔｒ)との差が１／２になる。一方、室外熱交換器の伝熱管温度たる蒸発温度(Ｔｅ)は、徐々に上昇して、外気温度(Ｔａ)との差が１／２になる。このように、圧縮機容量変化後における凝縮温度(Ｔｃ′)及び蒸発温度(Ｔｅ′)は、それぞれ次式により予測して求められる。
【００６７】
Ｔｃ′＝Ｔｒ＋（Ｔｃ−Ｔｒ）×(Ｆｔ′／Ｆｔ) …(3)
Ｔｅ′＝Ｔａ−（Ｔａ−Ｔｅ）×(Ｆｔ′／Ｆｔ) …(4)
そして、上記冷房運転時と同様に、上記式(3)により求められた凝縮温度(Ｔｃ′)に基づいて、圧縮機容量変化後の凝縮圧力(Ｐｃ′)が導出される一方、上記式(4)により求められた蒸発温度(Ｔｅ′)に基づいて、圧縮機容量変化後の蒸発圧力(Ｐｅ′)が導出される。
【００６８】
その後、開度変更部（86）には、容量比演算手段（84）で求められた圧縮機容量比(Ｆｔ′／Ｆｔ)と、圧縮機容量変化前の電動膨張弁（36）の開度(ＥＶ)と、圧縮機容量変化前の凝縮圧力(Ｐｃ)及び蒸発圧力(Ｐｅ)と、上記予測部（85）が予測した圧縮機容量変化後の凝縮圧力(Ｐｃ′)及び蒸発圧力(Ｐｅ′)とがそれぞれ入力される。そして、これらに基づいて、開度変更部（86）により圧縮機容量変化後の電動膨張弁（36）の開度(ＥＶ′)が導出される。そして、同じく開度変更部（86）により圧縮機（30）の容量変化時に、電動膨張弁（36）を導出開度(ＥＶ′)に制御する。すなわち、圧縮機容量変化後における電動膨張弁（36）の開度(ＥＶ′)は、次式により予測して求められる。
【００６９】
ＥＶ′＝ＥＶ×(Ｆｔ′／Ｆｔ)×（ΔＰ／ΔＰ′） …(5)
但し、ΔＰ＝Ｐｃ−Ｐｅ，ΔＰ′＝Ｐｃ′−Ｐｅ′
すなわち、図２（ｄ）にも示すように、圧縮機（30）の容量変化時に上記フィードフォワード制御により電動膨張弁（36）の開度(ＥＶ)は、予め上記式(5)により導出される(ＥＶ′)に変更される。その後、上記通常時のフィードバック制御が行われる。そして、このフィードバック制御によって、容量変化後の圧縮機（30）の容量に応じた適正開度(ＥＶ₀)に調節される。
【００７０】
以上のように、本実施形態によれば、予測部（85）により、圧縮機（30）の容量を変化させた後の冷媒状態として、冷媒の凝縮圧力(Ｐｃ′)及び蒸発圧力(Ｐｅ′)がそれぞれ予測される。そして、この予測部（85）により得られた圧縮機（30）の容量変化後の予測値たる凝縮圧力(Ｐｃ′)及び蒸発圧力(Ｐｅ′)と、圧縮機（30）の容量変化の前後における圧縮機容量比(Ｆｔ′／Ｆｔ)と、圧縮機（30）の容量変化前の凝縮圧力(Ｐｃ)及び蒸発圧力(Ｐｅ)とのそれぞれに基づいて、開度変更部（86）により圧縮機（30）の容量変化後の電動膨張弁（36）の開度(ＥＶ′)が導出される。さらに、電動膨張弁（36）は、その開度変更部（86）により圧縮機（30）の容量変化時に上記導出開度(ＥＶ′)に制御される。
【００７１】
一方、図２（ｄ）に破線で示されるように、従来のものでは、冷媒状態の予測値を加味しないで、圧縮機（30）容量変化前の電動膨張弁（36）の開度(ＥＶ)と、圧縮機容量比(Ｆｔ′／Ｆｔ)とだけに基づいて、容量変化後の電動膨張弁（36）の開度(ｅｖ′)に制御するようにしている（ｅｖ′＝ＥＶ×(Ｆｔ′／Ｆｔ)）。
【００７２】
従って、本実施形態のように、予測部（85）、開度変更部（86）、及び容量比演算部（84）によるフィードフォワード制御によって、上記従来の制御による開度(ｅｖ′)に比べて、容量変化後の電動膨張弁（36）の開度(ＥＶ′)を、変化後の圧縮機（30）の容量(Ｆｔ′)に応じた実際の適正開度(ＥＶ₀)にさらに高精度に近付けることができる。
【００７３】
従って、図２（ｄ）にも示されるように、電動膨張弁（36）の開度(ＥＶ)を上記フィードフォワード制御により設定された開度(ＥＶ′)から実際の適正開度(ＥＶ₀)へ調整するために上記フィードバック制御を行う場合、そのフィードバック制御に要する時間(ΔＴ)は、従来のものにおける開度(ｅｖ′)から適正開度(ＥＶ₀)へ調整するためのフィードバック制御に要する時間(Δｔ)よりも短縮することができる。すなわち、圧縮機（30）の容量変化に伴う電動膨張弁（36）の開度(ＥＶ)の制御追従性を向上させることができる。
【００７４】
さらに、こうして電動膨張弁（36）を通過する冷媒流量が不適正である時間を短縮させることができるため、圧縮機（30）に吸入される冷媒の湿り度合いや過熱度が大きくなる時間が短くなり、圧縮機（30）に与えられるストレスを低減させることができる。
【００７５】
また、圧縮機（30）の容量変化後の冷媒の凝縮圧力(Ｐｃ′)及び蒸発圧力(Ｐｅ′)を、それぞれ、圧縮機（30）の容量変化の前後における圧縮機容量比(Ｆｔ′／Ｆｔ)と、圧縮機（30）の容量変化前の冷媒の凝縮温度(Ｔｃ)及び蒸発温度(Ｔｅ)と、室外温度(Ｔａ)及び室内温度(Ｔｒ)とに基づいて適切に予測することができる。すなわち、室外温度や室内温度等の環境条件を加味するようにしたので、膨張弁（36）の開度をより正確に予測して設定することができる。
【００７６】
尚、上記実施形態では、圧縮機（30）の容量変化後の膨張弁（36）の開度を変更する目的で、凝縮圧力及び蒸発圧力を予測するようにしたが、その他の冷媒状態を予測するようにしてもよい。また、凝縮圧力及び蒸発圧力を、容量変化前後における圧縮機容量比と、圧縮機（30）の容量変化前の冷媒の凝縮温度及び蒸発温度と、室外温度及び室内温度とに基づいて予測するようにしたが、その他の方法により予測するようにしてもよい。
【００７７】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明によると、冷媒が循環して蒸気圧縮式冷凍サイクルを行う冷媒回路を備えた冷凍装置について、冷媒回路の圧縮機の容量を変化させた際、冷媒回路の冷媒状態として凝縮圧力及び蒸発圧力を予測し、その予測値を加味して膨張弁の開度を変化させるので、容量変化後の膨張弁の開度を実際の適正開度に高精度に近付けることができる。さらに、その後に、実際の適正開度へ調整するための制御を行う場合、その制御に要する時間を短縮して、容量変化に伴う膨張弁開度の制御追従性を向上させることができる。また、膨張弁を通過する冷媒流量が不適正である時間を短縮させることができるため、圧縮機に与えられるストレスを低減させることができる。
【００７８】
さらに、本発明によると、予測手段は、圧縮機の容量変化の前後における圧縮機容量比と、圧縮機の容量変化前の冷媒の凝縮温度と室外温度又は室内温度との凝縮側の温度差と、圧縮機の容量変化前の冷媒の蒸発温度と室内温度又は室外温度との蒸発側の温度差とから容量変化後の凝縮側の温度差及び蒸発側の温度差を導出することによって容量変化後の冷媒の凝縮温度及び蒸発温度を予測し、該凝縮温度及び蒸発温度に基づいて容量変化後の冷媒の凝縮圧力及び蒸発圧力を予測するものであることにより、容量変化後の冷媒の凝縮圧力及び蒸発圧力をそれぞれ適切に予測することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施形態に係る冷凍装置の構成を示す配管系統図である。
【図２】圧縮機の容量、凝縮温度、蒸発温度、凝縮圧力、蒸発圧力及び膨張弁と、時間との関係をそれぞれ示すタイムチャート図である。
【符号の説明】
(Ｆｔ′／Ｆｔ) 圧縮機容量比
（10）空調機（冷凍装置）
（20）冷媒回路
（30）圧縮機
（34）室内熱交換器（熱源側熱交換器）
（36）膨張弁
（37）室外熱交換器（利用側熱交換器）
（80）コントローラ
（83）膨張弁制御部（膨張弁制御手段）
（85）予測部（予測手段）
（86）開度変更部（開度変更手段）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
  The present invention relates to a refrigeration apparatus having a compressor having a variable capacity, and more particularly to a refrigeration apparatus that appropriately controls the opening degree of an expansion valve when the capacity of the compressor is changed.
[0002]
[Prior art]
  Conventionally, with respect to a refrigeration apparatus having a refrigerant circuit that circulates refrigerant and performs a vapor compression refrigeration cycle, the temperature of the refrigerant on the inlet side and the outlet side of the evaporator is detected and detected as a temperature difference between these refrigerant temperatures. It is known that feedback control of the opening degree of the expansion valve is performed so that the degree of superheat of the refrigerant reaches a predetermined value.
[0003]
  By the way, a refrigeration apparatus in which the capacity of the compressor is made variable by changing the rotation speed of the motor of the compressor is generally known. For example, in an air conditioner including a plurality of indoor units, when the ON / OFF operation of any of the indoor units is switched and the capacity of the compressor is changed accordingly, the upstream of the expansion valve The differential pressure between the side and the downstream side changes, and the flow rate of the refrigerant flowing through the evaporator changes greatly. At this time, in the feedback control, since the control followability is low, the opening degree of the expansion valve cannot be quickly set to an actual appropriate opening degree that is an opening degree corresponding to the changed compressor capacity.
[0004]
  For this reason, for the purpose of shortening the time required for changing the expansion valve opening to an appropriate opening, conventionally, the capacity (Ft ′) and the capacity after the change of the capacity of the compressor are changed before the shift to the feedback control. Compressor capacity change based on ratio to capacity (Ft) before change (hereinafter referred to as compressor capacity ratio) (Ft '/ Ft) and expansion valve opening (EV) before compressor capacity change It is known to perform feedforward control that predicts and sets the opening (ev ′) of the subsequent expansion valve as ev ′ = EV × (Ft ′ / Ft). That is, in this case, the opening degree of the expansion valve is changed to the actual appropriate opening degree (EV by the feedforward control.₀) Quickly in advance, and then the appropriate opening degree (EV₀) To match exactly.
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
  However, in practice, when the capacity of the compressor changes greatly according to the ON / OFF operation of the indoor unit, the refrigerant state such as the condensation pressure in the condenser and the evaporation pressure in the evaporator also changes greatly. As in the conventional case, the expansion valve opening (EV) after the change in compressor capacity is based only on the opening (EV) of the expansion valve before the change in compressor and the compressor capacity ratio (Ft ′ / Ft). It is difficult to accurately predict and set ev ′).
[0006]
  In other words, the compressor capacity ratio is not always accurately reflected in the actual condensing pressure and evaporating pressure, so the actual opening degree according to the compressor capacity after the capacity change and the conventional feedforward control Since the difference from the predicted expansion valve opening becomes relatively large, the time required to optimize the expansion valve opening by the subsequent feedback control becomes longer. In other words, the above-described conventional apparatus has a problem that the control follow-up performance of the expansion valve opening accompanying the change in the capacity of the compressor is relatively low.
[0007]
  Furthermore, since the time during which the refrigerant flow rate passing through the expansion valve is inappropriate is relatively long, the degree of wetness of the refrigerant sucked into the compressor and the time during which the degree of superheat is increased also become long, and stress applied to the compressor There is also a problem that becomes larger.
[0008]
  The present invention has been made in view of these points, and the object of the present invention is to control the expansion valve in accordance with the change in the capacity of the compressor by devising the control of the expansion valve in the refrigeration apparatus. It is to improve.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
  Specifically, the present invention provides:A refrigerant circuit (20) having a compressor (30) having a variable capacity, a heat source side heat exchanger (34), an expansion valve (36) whose opening degree is adjustable, and a use side heat exchanger (37), wherein the refrigerant circulates. ) Is a premise. And the prediction means (85) which estimates the refrigerant | coolant condensing pressure and evaporation pressure in the said refrigerant circuit (20) after changing the capacity | capacitance of the said compressor (30), The capacity | capacitance change of the said compressor (30) The compressor capacity ratio before and after, the condensation pressure and evaporation pressure before the capacity change of the compressor (30), and the condensation pressure and evaporation pressure after the capacity change of the compressor (30) predicted by the prediction means (85) Based on the predicted value, the opening degree of the expansion valve (36) after the capacity change of the compressor (30) is derived, and the expansion valve (36) is controlled to the derived opening degree when the capacity of the compressor (30) changes. Opening degree changing means (86).Furthermore, the prediction means ( 85 ) Compressor ( 30 ) Compressor capacity ratio before and after capacity change and compressor ( 30 ) Between the condensation temperature of the refrigerant before the capacity change and the outdoor temperature or the indoor temperature, and the compressor ( 30 The refrigerant after the capacity change by deriving the temperature difference on the condensing side and the temperature difference on the evaporation side after the capacity change from the evaporation temperature difference between the refrigerant evaporation temperature before the capacity change and the indoor temperature or the outdoor temperature. The condensation temperature and evaporation temperature of the refrigerant are predicted, and the condensation pressure and evaporation pressure of the refrigerant after the capacity change are predicted based on the condensation temperature and evaporation temperature.
[0010]
  According to the above invention, the condensing pressure and the evaporating pressure of the refrigerant are predicted by the predicting means (85) as the refrigerant state after changing the capacity of the compressor (30). Then, the condensation pressure and evaporation pressure as predicted values after the capacity change of the compressor (30) obtained by the prediction means (85), the compressor capacity ratio before and after the capacity change of the compressor (30), and the compression The opening degree of the expansion valve (36) after the capacity change is derived by the opening degree changing means (86) based on the condensation pressure and the evaporation pressure before the capacity change of the machine (30). Further, the expansion valve (36) is controlled to the derived opening degree when the capacity of the compressor (30) is changed by the opening degree changing means (86).
[0011]
  Therefore, the feedforward control by the predicting means (85) and the opening changing means (86)SwellThe control followability of the expansion valve (36) opening degree can be improved by bringing the tension valve (36) closer to the actual appropriate opening degree with high accuracy, and the humidity of the refrigerant sucked into the compressor (30) can be improved. The stress applied to the compressor (30) can be reduced by shortening the time during which the degree and the degree of superheat increase.
[0012]
  Furthermore, according to the above invention,Refrigerant condensing pressure and evaporating pressure after the capacity change of the compressor (30), respectively, the compressor capacity ratio before and after the capacity change of the compressor (30) and the refrigerant condensing before the capacity change of the compressor (30) It can be appropriately predicted based on the temperature and the evaporation temperature, and the outdoor temperature and the room temperature.
[0013]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
  Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. The air conditioner (10) which is a refrigeration apparatus according to the present invention is configured to perform switching between a cooling operation and a heating operation.
[0014]
  As shown in FIG. 1, the air conditioner (10) includes a refrigerant circuit (20) and a controller (80) that perform a vapor compression refrigeration cycle by circulating the refrigerant. The refrigerant circuit (20) includes an outdoor circuit (21), an indoor circuit (22), a liquid side communication pipe (23), and a gas side communication pipe (24). The outdoor circuit (21) is provided in the outdoor unit (11). The outdoor unit (11) is provided with an outdoor fan (12). On the other hand, the indoor circuit (22) is provided in the first indoor unit (13a) and the second indoor unit (13b). The first and second indoor units (13a, 13b) are provided with indoor fans (14, 14), respectively.
[0015]
  The outdoor circuit (21) includes a variable capacity compressor (30), a four-way switching valve (33), an outdoor heat exchanger (34) as a heat source side heat exchanger, a receiver (35), and an opening degree adjustable. A simple electric expansion valve (36) is provided. The outdoor circuit (21) is provided with a bridge circuit (40), a supercooling circuit (50), a liquid side closing valve (25), and a gas side closing valve (26). Further, a gas communication pipe (61) and a pressure equalizing pipe (63) are connected to the outdoor circuit (21).
[0016]
  In the outdoor circuit (21), the discharge port (32) of the compressor (30) is connected to the first port of the four-way switching valve (33). The second port of the four-way selector valve (33) is connected to one end of the outdoor heat exchanger (34). The other end of the outdoor heat exchanger (34) is connected to the bridge circuit (40). The bridge circuit (40) is connected to a receiver (35), an electric expansion valve (36), and a liquid side closing valve (25). This point will be described later. The suction port (31) of the compressor (30) is connected to the third port of the four-way switching valve (33). A fourth port of the four-way switching valve (33) is connected to the gas-side closing valve (26).
[0017]
  The bridge circuit (40) is configured by connecting the first pipe (41), the second pipe (42), the third pipe (43), and the fourth pipe (44) in a bridge shape. Yes. In this bridge circuit (40), the outlet end of the first pipe (41) is connected to the outlet end of the second pipe (42), and the inlet end of the second pipe (42) is the third pipe (43). ), The inlet end of the third pipe (43) is connected to the inlet end of the fourth pipe (44), and the outlet end of the fourth pipe (44) is the first pipe (41). ) And the inlet end.
[0018]
  One check valve is provided in each of the first to fourth pipe lines (41 to 44). The first pipe (41) is provided with a check valve (CV-1) that allows only the refrigerant to flow from the inlet end to the outlet end. The second pipe (42) is provided with a check valve (CV-2) that allows only the refrigerant to flow from the inlet end to the outlet end. The third pipe (43) is provided with a check valve (CV-3) that allows only the refrigerant to flow from the inlet end to the outlet end. The fourth pipe (44) is provided with a check valve (CV-4) that allows only the refrigerant to flow from the inlet end to the outlet end.
[0019]
  The other end of the outdoor heat exchanger (34) is connected to the inlet end of the first pipe (41) and the outlet end of the fourth pipe (44) in the bridge circuit (40). The outlet end of the first pipe (41) and the outlet end of the second pipe (42) in the bridge circuit (40) are connected to the upper end of a receiver (35) formed in a cylindrical container shape. The lower end of the receiver (35) is connected to the inlet end of the third pipeline (43) and the inlet end of the fourth pipeline (44) in the bridge circuit (40) via the electric expansion valve (36). Yes. The inlet end of the second pipe line (42) and the outlet end of the third pipe line (43) in the bridge circuit (40) are connected to the liquid side closing valve (25).
[0020]
  The indoor circuit (22) is provided with two indoor heat exchangers (37, 37), which are use side heat exchangers, in parallel. The two indoor heat exchangers (37, 37) have the same configuration. One end of the indoor circuit (22) is connected to the liquid side shut-off valve (25) via the liquid side communication pipe (23). The other end of the indoor circuit (22) is connected to the gas side shutoff valve (26) via the gas side communication pipe (24). That is, the liquid side communication pipe (23) and the gas side communication pipe (24) are provided from the outdoor unit (11) to the indoor units (13a, 13b). A first electromagnetic valve (27) is disposed on the liquid side communication pipe (23) side of the indoor heat exchanger (37) in the refrigerant circuit (22) of the first indoor unit (13a). On the other hand, a second electromagnetic valve (28) is disposed on the liquid side communication pipe (23) side of the indoor heat exchanger (37) in the refrigerant circuit (22) of the second indoor unit (13b). In addition, after the installation of the air conditioner (10), the liquid side closing valve (25) and the gas side closing valve (26) are always opened.
[0021]
  The supercooling circuit (50) has one end connected between the lower end of the receiver (35) and the electric expansion valve (36), and the other end connected to the suction port (31) of the compressor (30). . The supercooling circuit (50) is provided with a third solenoid valve (51), a temperature automatic expansion valve (52), and a supercooling heat exchanger (54) in order from one end to the other end. ing. The supercooling heat exchanger (54) is configured to exchange heat between the refrigerant flowing from the receiver (35) toward the electric expansion valve (36) and the refrigerant flowing through the supercooling circuit (50). The temperature sensing cylinder (53) of the automatic temperature expansion valve (52) is attached to the downstream portion of the supercooling heat exchanger (54) in the supercooling circuit (50).
[0022]
  The gas communication pipe (61) has one end connected to the upper end of the receiver (35) and the other end connected between the electric expansion valve (36) and the bridge circuit (40). A fourth solenoid valve (62) is provided in the middle of the gas communication pipe (61).
[0023]
  One end of the pressure equalizing pipe (63) is connected between the fourth solenoid valve (62) and the receiver (35) in the gas communication pipe (61), and the other end of the compressor (30) in the outdoor circuit (21). Connected between the discharge port (32) and the four-way selector valve (33). Further, the pressure equalizing pipe (63) is provided with a pressure equalizing check valve (64) that allows only the refrigerant to flow from one end to the other end.
[0024]
  The compressor (30) is a closed type and a high pressure dome type. Specifically, the compressor (30) is configured by housing a scroll-type compression mechanism and an electric motor that drives the compression mechanism in a cylindrical housing. The refrigerant sucked from the suction port (31) is directly introduced into the compression mechanism. The refrigerant compressed by the compression mechanism is once discharged into the housing and then sent out from the discharge port (32). The compression mechanism and the electric motor are not shown.
[0025]
  Electric power is supplied to the electric motor of the compressor (30) through an inverter (not shown). When the output frequency of this inverter is changed, the rotational speed of the electric motor changes and the compressor capacity changes. That is, the capacity of the compressor (30) is variable.
[0026]
  The outdoor heat exchanger (34) is a cross fin type fin-and-tube heat exchanger. Moreover, this outdoor heat exchanger (34) is comprised from two parts mutually connected in series. Outdoor air is supplied to the outdoor heat exchanger (34) by the outdoor fan (12). The outdoor heat exchanger (34) exchanges heat between the refrigerant circulating in the refrigerant circuit (20) and the outdoor air.
[0027]
  The indoor heat exchangers (37, 37) are constituted by cross fin type fin-and-tube heat exchangers. Indoor air is supplied to the indoor heat exchangers (37, 37) by the indoor fans (14, 14). The indoor heat exchanger (37, 37) exchanges heat between the refrigerant in the refrigerant circuit (20, 20) and the room air.
[0028]
  The four-way switching valve (33) includes a state in which the first port and the second port communicate with each other, and a state in which the third port and the fourth port communicate with each other (state indicated by a solid line in FIG. 1), The state is switched to a state in which the port communicates with the fourth port and the second port communicates with the third port (a state indicated by a broken line in FIG. 1). By the switching operation of the four-way switching valve (33), the refrigerant circulation direction in the refrigerant circuit (20) is reversed.
[0029]
  The air conditioner (10) is provided with a pressure sensor and a temperature sensor. Detection values of these sensors are input to the controller (80) and used for operation control of the air conditioner (10).
[0030]
  Specifically, the pipe connected to the suction port (31) of the compressor (30) has a low pressure sensor (71) for detecting the suction refrigerant pressure of the compressor (30) and the temperature of the suction refrigerant. And a suction pipe temperature sensor (77). The pipe connected to the discharge port (32) of the compressor (30) is provided with a discharge pipe temperature sensor (74) for detecting the discharge refrigerant temperature of the compressor (30).
[0031]
  The outdoor unit (11) is provided with an outdoor air temperature sensor (72) for detecting the temperature of outdoor air. The outdoor heat exchanger (34) is provided with an outdoor heat exchanger temperature sensor (73) for detecting the heat transfer tube temperature.
[0032]
  The first and second indoor units (13a, 13b) are each provided with an internal air temperature sensor (75, 75) for detecting the temperature of the indoor air sent to the indoor heat exchanger (37, 37). ing.
[0033]
  The indoor heat exchanger (37, 37) is provided with an indoor heat exchanger temperature sensor (76, 76) for detecting the heat transfer tube temperature. The indoor heat exchanger temperature sensor (76, 76) is attached to a portion of the heat transfer tube of the indoor heat exchanger (37, 37) where the refrigerant is in a gas-liquid two-phase state during operation. . The indoor heat exchanger temperature sensor (76, 76) detects the temperature of the indoor heat exchanger (37, 37) as the refrigerant evaporation temperature or condensation temperature, and outputs the detected value as the heat exchanger detection temperature. Is.
[0034]
  The controller (80) includes an expansion valve control unit (83) serving as an expansion valve control means for appropriately maintaining the opening degree of the electric expansion valve (36). The expansion valve control unit (83) detects the temperature of the refrigerant on the inlet side and the outlet side of the evaporator, and the suction superheat degree of the refrigerant vapor detected as a temperature difference between these refrigerant temperatures is a predetermined value (for example, 5 The degree of opening of the electric expansion valve (36) is feedback-controlled so that the temperature of the electric expansion valve (36) becomes (hereinafter, the feedback control of the degree of opening of the electric expansion valve (36) by the expansion valve control unit (83) is simply referred to as feedback control. Abbreviated).
[0035]
  Incidentally, the controller (80) includes a capacity ratio calculation unit (84). The capacity ratio calculation unit (84) includes a compression ratio capacity (Ft ′) after being changed to a predetermined capacity according to the ON / OFF operation of each indoor unit (13a, 13b), and a capacity before the change. This is for calculating a compressor capacity ratio (Ft ′ / Ft) which is a ratio to (Ft).
[0036]
  In addition, the controller (80) includes a prediction unit (85) serving as a prediction unit. The predicting unit (85) is for predicting the refrigerant condensing pressure (Pc ′) and evaporating pressure (Pe ′) in the refrigerant circuit (20) after changing the capacity of the compressor (30). Further, the prediction unit (85) includes a compressor capacity ratio (Ft ′ / Ft) before and after the capacity change of the compressor (30) calculated by the capacity ratio calculation unit (84), and the compressor (30). The refrigerant condensing pressure (Pc ′) and evaporating pressure (Pe ′) based on the condensing temperature (Tc) and evaporating temperature (Te) of the refrigerant before the capacity change, and the outdoor temperature (Ta) and indoor temperature (Tr). Is configured to predict.
[0037]
  Furthermore, the controller (80) includes an opening degree changing unit (86) as opening degree changing means. The opening changing unit (86) includes a compressor capacity ratio (Ft ′ / Ft) before and after the capacity change of the compressor (30), and a condensation pressure (Pc) and an evaporation pressure before the capacity change of the compressor (30). Of the compressor (30) based on (Pe) and the predicted values of the condensation pressure (Pc ′) and the evaporation pressure (Pe ′) after the capacity change of the compressor (30) predicted by the prediction unit (85). The configuration is such that the opening (EV ') of the electric expansion valve (36) after the capacity change is derived and the electric expansion valve (36) is controlled to the derived opening (EV') when the capacity of the compressor (30) changes. (Hereinafter, feedforward control of the opening degree of the electric expansion valve (36) by the capacity ratio calculation unit (84), the prediction unit (85), and the opening degree changing unit (86) is simply referred to as feedforward control). .
[0038]
  Thus, the air conditioner (10) according to the present embodiment predicts the refrigerant state of the refrigerant circuit (20) when the capacity of the compressor (30) of the refrigerant circuit (20) is changed, and the refrigerant The opening degree of the electric expansion valve (36) is changed in consideration of the predicted value of the state.
[0039]
      -Driving action-
  The operation of the air conditioner (10) will be described. The air conditioner (10) switches between a cooling operation by a cooling operation and a heating operation by a heat pump operation.
[0040]
      《Cooling operation》
  During the cooling operation in which the two indoor units (13a, 13b) are operated simultaneously, the four-way switching valve (33) is switched to the state shown by the solid line in FIG. 1, and the first solenoid valve (27) and the second solenoid valve ( 28) is opened, the electric expansion valve (36) is adjusted to a predetermined opening, the third electromagnetic valve (51) is opened, and the fourth electromagnetic valve (62) is closed. Further, the outdoor fan (12) and the indoor fans (14, 14) are respectively operated. In this state, the refrigerant circulates in the refrigerant circuit (20), and a refrigeration cycle is performed using the outdoor heat exchanger (34) as a condenser and the indoor heat exchangers (37, 37) as an evaporator.
[0041]
  Specifically, the refrigerant discharged from the discharge port (32) of the compressor (30) is sent to the outdoor heat exchanger (34) through the four-way switching valve (33). In the outdoor heat exchanger (34), the refrigerant releases heat to the outdoor air and condenses. The condensed refrigerant flows into the receiver (35) through the first pipe (41) of the bridge circuit (40). A part of the high-pressure liquid refrigerant flowing out from the receiver (35) is divided and flows into the supercooling circuit (50), and the rest flows into the supercooling heat exchanger (54).
[0042]
  The refrigerant flowing into the supercooling circuit (50) is depressurized by the temperature automatic expansion valve (52) to become a low pressure refrigerant, and then flows into the supercooling heat exchanger (54). In the supercooling heat exchanger (54), the high-pressure liquid refrigerant from the receiver (35) and the low-pressure refrigerant decompressed by the temperature automatic expansion valve (52) exchange heat. In the supercooling heat exchanger (54), the low-pressure refrigerant absorbs heat from the high-pressure liquid refrigerant and evaporates, and the high-pressure liquid refrigerant is cooled. The low-pressure refrigerant evaporated in the supercooling heat exchanger (54) flows through the supercooling circuit (50) and is sucked into the compressor (30). On the other hand, the high-pressure liquid refrigerant cooled by the supercooling heat exchanger (54) is sent to the electric expansion valve (36).
[0043]
  In the electric expansion valve (36), the fed high-pressure liquid refrigerant is decompressed. The refrigerant depressurized by the electric expansion valve (36) then passes from the third pipe (43) of the bridge circuit (40) through the liquid side communication pipe (23), and opens the first electromagnetic valve (27) or It is sent to the indoor heat exchanger (37, 37) via the second electromagnetic valve (28).
[0044]
  In the indoor heat exchanger (37, 37), the refrigerant absorbs heat from the indoor air and evaporates. That is, in the indoor heat exchangers (37, 37), the indoor air taken into the first and second indoor units (13a, 13b) dissipates heat to the refrigerant. Due to this heat dissipation, the temperature of the room air decreases, and low-temperature conditioned air is generated. The produced conditioned air is supplied into the room from the first and second indoor units (13a, 13b) and used for cooling.
[0045]
  The refrigerant evaporated in the indoor heat exchanger (37, 37) flows through the gas side communication pipe (24) and the four-way switching valve (33), and is sucked into the compressor (30) from the suction port (31). The compressor (30) compresses the sucked refrigerant and discharges it again from the discharge port (32). In the refrigerant circuit (20), the refrigerant circulates and the cooling operation is performed as described above.
[0046]
  Further, when stopping the operation of one of the first indoor unit and the second indoor unit, either one of the opened first electromagnetic valve (27) and the second electromagnetic valve (28) is closed. And while changing the capacity | capacitance of a compressor (30) to 1/2, the opening degree of an electric expansion valve (36) is changed. Control of the opening degree of the electric expansion valve (36) at this time will be described later.
[0047]
      《Heating operation》
  At the time of heating operation in which the two indoor units (13a, 13b) are operated simultaneously, the four-way switching valve (33) is switched to the state shown by the broken line in FIG. 1, and the first electromagnetic valve (27) and the second electromagnetic valve ( 28) is opened, the electric expansion valve (36) is adjusted to a predetermined opening, and the third electromagnetic valve (51) and the fourth electromagnetic valve (62) are closed. In addition, the outdoor fan (12) and the indoor fan (14) are operated. In this state, the refrigerant circulates in the refrigerant circuit (20), and a refrigeration cycle is performed using the indoor heat exchanger (37) as a condenser and the outdoor heat exchanger (34) as an evaporator.
[0048]
  Specifically, the refrigerant discharged from the discharge port (32) of the compressor (30) passes from the four-way switching valve (33) through the gas side communication pipe (24) to the indoor heat exchanger (37, 37). Sent. In the indoor heat exchanger (37, 37), the refrigerant dissipates heat to the indoor air and condenses. That is, in the indoor heat exchangers (37, 37), the indoor air taken into the first and second indoor units (13a, 13b) is heated by the refrigerant. This heating raises the temperature of the room air and generates warm conditioned air. The generated conditioned air is supplied indoors from the indoor units (13a, 13b) and used for heating.
[0049]
  The refrigerant condensed in the indoor heat exchangers (37, 37) passes through the first solenoid valve (27) or the second solenoid valve (28) in the open state and the liquid side communication pipe (23) and the bridge circuit (40). To the receiver (35) through the second pipe (42). The refrigerant flowing out from the receiver (35) is depressurized by the electric expansion valve (36), and then sent to the outdoor heat exchanger (34) through the fourth pipe (44) of the bridge circuit (40). In the outdoor heat exchanger (34), the refrigerant absorbs heat from the outdoor air and evaporates.
[0050]
  The refrigerant evaporated in the outdoor heat exchanger (34) passes through the four-way switching valve (33) and is sucked into the compressor (30) from the suction port (31). The compressor (30) compresses the sucked refrigerant and discharges it again from the discharge port (32). In the refrigerant circuit (20), the refrigerant circulates and the heat pump operation is performed as described above.
[0051]
  When stopping the operation of one of the first indoor unit and the second indoor unit, as in the case of the cooling operation, the first electromagnetic valve (27) and the second electromagnetic valve (28) in the opened state are stopped. Close either one. And while changing the capacity | capacitance of a compressor (30) to 1/2, the opening degree of an electric expansion valve (36) is changed. Control of the opening degree of the electric expansion valve (36) at this time will be described later.
[0052]
      <Compressor operation>
  An operation for controlling the capacity of the compressor (30) will be described.
[0053]
  First, each of the indoor detected temperature from the indoor air temperature sensor (75), the heat exchanger detected temperature from the indoor heat exchanger temperature sensor (76), and the set temperature input from the remote controller not shown by the user operation The control target value is set based on
[0054]
  And the output frequency of the said inverter is changed so that the heat exchanger detection temperature detected from an indoor heat exchanger temperature sensor (76) may become the said control target value. When the output frequency of the inverter changes, the rotational speed of the electric motor that drives the compressor (30) changes, and the capacity of the compressor (30) changes. In this way, the capacity of the compressor (30) is adjusted so that the detected temperature of the heat exchanger matches the control target value.
[0055]
  By the way, when any of the indoor units (13a, 13b) is turned ON / OFF, the capacity of the compressor (30) is changed according to the ON / OFF operation of the indoor unit (13a, 13b). The That is, for example, from the state where both the first and second indoor units (13a, 13b) are on, only the first indoor unit (13a) is turned on by turning off the second indoor unit (13b). In the case of changing to the state of being, the capacity of the compressor (30) is changed to ½. The capacity change of the compressor (30) at this time is also performed by changing the output frequency of the inverter and changing the rotation speed of the electric motor that drives the compressor (30), as described above.
[0056]
      <Controller operation>
  Next, the operation in which the controller (80) controls the opening degree of the electric expansion valve (36) will be described. First, feedback control of the opening degree of the electric expansion valve (36) performed by the expansion valve control unit (83) at the normal time when the capacity of the compressor (30) is constant will be described.
[0057]
  The expansion valve control unit (83) includes an intake refrigerant temperature detected by the intake pipe temperature sensor (77), a heat transfer pipe temperature of the indoor heat exchanger (37) detected by the indoor heat exchanger temperature sensor (76), And the heat exchanger tube temperature of the outdoor heat exchanger (34) detected by the outdoor heat exchanger temperature sensor (73) is input. Then, the expansion valve control unit (83) calculates the suction superheat degree of the refrigerant as the difference between the inlet side temperature and the outlet side temperature of the evaporator based on these temperatures.
[0058]
  That is, during cooling operation, the difference between the intake refrigerant temperature input from the intake pipe temperature sensor (77) and the heat transfer tube temperature of the indoor heat exchanger (37) input from the indoor heat exchanger temperature sensor (76). Find the degree of superheat. On the other hand, during heating operation, due to the difference between the intake refrigerant temperature input from the intake pipe temperature sensor (77) and the heat transfer pipe temperature of the outdoor heat exchanger (34) input from the outdoor heat exchanger temperature sensor (73) Find the degree of superheat. Then, the opening degree of the electric expansion valve (36) is feedback-controlled so that the degree of superheat becomes a predetermined value (for example, 5 ° C.).
[0059]
  Next, regarding the feedforward control of the opening degree of the electric expansion valve (36) performed by the capacity ratio calculation unit (84), the prediction unit (85), and the opening degree changing unit (86) when the capacity of the compressor (30) is changed explain.
[0060]
  First, the capacity ratio calculation unit (84) includes a compressor (30) according to the operating state of each indoor unit (13a, 13b) before the compressor capacity change when the capacity of the compressor (30) changes. ) (Ft). On the other hand, the capacity (Ft ′) of the compressor (30) after changing the compressor capacity, which is changed according to the ON / OFF operation of each indoor unit (13a, 13b), is input. Thus, the compression specific capacity ratio (Ft ′ / Ft) is calculated.
[0061]
  For example, as shown in FIG. 2 (a), from the state where the first and second indoor units (13a, 13b) are simultaneously turned ON, the second indoor unit (13b) is turned OFF to turn on the first indoor unit. When changing to a state in which only (13a) is ON, the capacity (Ft ′) of the compressor (30) after the capacity change is ½ of the capacity (Ft) of the compressor before the capacity change. Therefore, the compression specific capacity ratio (Ft ′ / Ft) is calculated to be ½ by the capacity ratio calculating means (84).
[0062]
  Subsequently, the compressor capacity ratio (Ft ′ / Ft) calculated by the capacity ratio calculation unit (84) is input to the prediction unit (85). Further, the refrigerant condensing temperature (Tc) and evaporation temperature (Te) before the capacity change of the compressor (30), the outdoor temperature (Ta), and the indoor temperature (Tr) are respectively input. Based on these, the condensation pressure (Pc ′) and the evaporation pressure (Pe ′) are predicted.
[0063]
  That is, during the cooling operation, as shown in FIG. 2B, when the capacity of the compressor (30) is changed to ½, the condensation temperature (Tc) as the heat transfer tube temperature of the outdoor heat exchanger gradually increases. And the difference from the outside air temperature (Ta) is halved. On the other hand, the evaporation temperature (Te), which is the heat transfer tube temperature of the indoor heat exchanger, gradually increases, and the difference from the indoor temperature (Tr) becomes ½. As described above, the condensation temperature (Tc ′) and the evaporation temperature (Te ′) after the change in the compressor capacity are obtained by prediction according to the following equations, respectively.
[0064]
      Tc ′ = Ta + (Tc−Ta) × (Ft ′ / Ft) (1)
      Te ′ = Tr− (Tr−Te) × (Ft ′ / Ft) (2)
  Then, based on the condensation temperature (Tc ′) obtained by the above equation (1), the condensation pressure (Pc ′) after the change in compressor capacity is derived based on the refrigerant physical property value. Similarly, the evaporation pressure (Pe ′) after changing the compressor capacity is derived based on the refrigerant physical property value based on the evaporation temperature (Te ′) obtained by the above equation (2).
[0065]
  At this time, as shown in FIG. 2C, the condensation pressure (Pc) gradually decreases to (Pc ′), while the evaporation pressure (Pe) gradually increases (Pe ′). )become. That is, the difference (ΔP) between the condensation pressure (Pc) and the evaporation pressure (Pe) changes to the difference (ΔP ′) between the condensation pressure (Pc ′) and the evaporation pressure (Pe ′) after the capacity change.
[0066]
  On the other hand, although not shown in the heating operation, when the capacity of the compressor (30) is changed to ½, the condensation temperature (Tc) as the heat transfer tube temperature of the indoor heat exchanger gradually decreases. The difference from the room temperature (Tr) is halved. On the other hand, the evaporation temperature (Te), which is the heat transfer tube temperature of the outdoor heat exchanger, gradually increases, and the difference from the outside air temperature (Ta) becomes 1/2. As described above, the condensation temperature (Tc ′) and the evaporation temperature (Te ′) after the change in the compressor capacity are obtained by prediction according to the following equations, respectively.
[0067]
      Tc ′ = Tr + (Tc−Tr) × (Ft ′ / Ft) (3)
      Te ′ = Ta− (Ta−Te) × (Ft ′ / Ft) (4)
  As in the cooling operation, the condensing pressure (Pc ′) after the change in compressor capacity is derived based on the condensing temperature (Tc ′) obtained by the above formula (3), while the above formula ( Based on the evaporation temperature (Te ′) obtained in 4), the evaporation pressure (Pe ′) after the change in compressor capacity is derived.
[0068]
  Thereafter, the opening degree changing unit (86) includes the compressor capacity ratio (Ft ′ / Ft) obtained by the capacity ratio calculating means (84) and the opening degree of the electric expansion valve (36) before the compressor capacity change. (EV), the condensation pressure (Pc) and the evaporation pressure (Pe) before the compressor capacity change, and the condensation pressure (Pc ′) and the evaporation pressure (Pe) after the compressor capacity change predicted by the prediction unit (85). ′) Are input respectively. Then, based on these, the opening degree (EV ′) of the electric expansion valve (36) after the compressor capacity change is derived by the opening degree changing unit (86). Similarly, when the capacity of the compressor (30) is changed by the opening changing unit (86), the electric expansion valve (36) is controlled to the derived opening (EV ′). That is, the opening degree (EV ′) of the electric expansion valve (36) after the change in the compressor capacity is obtained by prediction using the following equation.
[0069]
      EV ′ = EV × (Ft ′ / Ft) × (ΔP / ΔP ′) (5)
            However, ΔP = Pc−Pe, ΔP ′ = Pc′−Pe ′
  That is, as shown in FIG. 2D, the opening degree (EV) of the electric expansion valve (36) is derived in advance by the above equation (5) by the feedforward control when the capacity of the compressor (30) is changed. (EV '). Thereafter, the normal feedback control is performed. And by this feedback control, the appropriate opening degree (EV) according to the capacity of the compressor (30) after the capacity change₀).
[0070]
  As described above, according to the present embodiment, the refrigerant pressure after changing the capacity of the compressor (30) by the prediction unit (85) is the refrigerant condensing pressure (Pc ′) and the evaporation pressure (Pe ′). ) Is predicted respectively. Then, the condensation pressure (Pc ′) and the evaporation pressure (Pe ′) as predicted values after the capacity change of the compressor (30) obtained by the prediction unit (85) and before and after the capacity change of the compressor (30). Compressed by the opening degree changing unit (86) based on the compressor capacity ratio (Ft '/ Ft) in the compressor and the condensation pressure (Pc) and evaporation pressure (Pe) before the capacity change of the compressor (30) The opening degree (EV ′) of the electric expansion valve (36) after the capacity change of the machine (30) is derived. Further, the electric expansion valve (36) is controlled to the derived opening degree (EV ′) when the capacity of the compressor (30) is changed by the opening changing part (86).
[0071]
  On the other hand, as shown by a broken line in FIG. 2D, in the conventional system, the opening degree (EV) of the electric expansion valve (36) before the capacity change of the compressor (30) is taken into consideration without taking into account the predicted value of the refrigerant state. ) And the compressor capacity ratio (Ft ′ / Ft) alone, the opening (ev ′) of the electric expansion valve (36) after the capacity change is controlled (ev ′ = EV × ( Ft ′ / Ft)).
[0072]
  Therefore, as in the present embodiment, the feedforward control by the prediction unit (85), the opening change unit (86), and the capacity ratio calculation unit (84) is compared with the opening (ev ′) by the conventional control. Thus, the opening degree (EV ′) of the electric expansion valve (36) after the capacity change is changed to the actual appropriate opening degree (EV) according to the capacity (Ft ′) of the compressor (30) after the change.₀) With higher accuracy.
[0073]
  Therefore, as shown in FIG. 2D, the opening (EV) of the electric expansion valve (36) is changed from the opening (EV ′) set by the feedforward control to the actual appropriate opening (EV₀When the above feedback control is performed in order to adjust to (), the time (ΔT) required for the feedback control is changed from the opening (ev ′) in the conventional one to the appropriate opening (EV₀), The time (Δt) required for the feedback control for adjustment to () can be shortened. That is, the control followability of the opening degree (EV) of the electric expansion valve (36) accompanying the change in the capacity of the compressor (30) can be improved.
[0074]
  Furthermore, since the time during which the refrigerant flow rate passing through the electric expansion valve (36) is inappropriate can be shortened, the time during which the degree of wetness or superheat of the refrigerant sucked into the compressor (30) increases becomes short. Thus, the stress applied to the compressor (30) can be reduced.
[0075]
  Further, the refrigerant condensing pressure (Pc ′) and the evaporating pressure (Pe ′) after the capacity change of the compressor (30) are respectively expressed as the compressor capacity ratio (Ft ′ / Ft), appropriately predicting based on the refrigerant condensation temperature (Tc) and evaporation temperature (Te) before the capacity change of the compressor (30), the outdoor temperature (Ta), and the indoor temperature (Tr) it can. That is, since environmental conditions such as outdoor temperature and room temperature are taken into consideration, the opening degree of the expansion valve (36) can be predicted and set more accurately.
[0076]
  In the above embodiment, the condensation pressure and the evaporation pressure are predicted for the purpose of changing the opening of the expansion valve (36) after the capacity change of the compressor (30), but other refrigerant states are predicted. You may make it do. Further, the condensation pressure and the evaporation pressure are predicted based on the compressor capacity ratio before and after the capacity change, the condensation temperature and the evaporation temperature of the refrigerant before the capacity change of the compressor (30), the outdoor temperature and the indoor temperature. However, it may be predicted by other methods.
[0077]
【The invention's effect】
  As described above, according to the present invention, when the capacity of the compressor of the refrigerant circuit is changed in the refrigeration apparatus including the refrigerant circuit that performs the vapor compression refrigeration cycle by circulating the refrigerant, the refrigerant circuitColdThe condensation pressure and evaporation pressure are predicted as the medium state, and the opening degree of the expansion valve is changed by taking the predicted values into consideration, so the opening degree of the expansion valve after the capacity change is brought close to the actual appropriate opening degree with high accuracy. Can do. Furthermore, when the control for adjusting to the actual appropriate opening is performed thereafter, the time required for the control can be shortened and the control followability of the expansion valve opening accompanying the capacity change can be improved. Moreover, since the time when the refrigerant | coolant flow rate which passes an expansion valve is inadequate can be shortened, the stress given to a compressor can be reduced.
[0078]
  Furthermore, according to the present invention,The prediction means isThe compressor capacity ratio before and after the compressor capacity change, the condensation side temperature difference between the refrigerant condensing temperature and the outdoor temperature or the indoor temperature before the compressor capacity change, and the refrigerant evaporation before the compressor capacity change The condensation temperature and evaporation temperature of the refrigerant after the capacity change are predicted by deriving the temperature difference on the condensation side after the capacity change and the temperature difference on the evaporation side from the temperature difference on the evaporation side between the temperature and the room temperature or the outdoor temperature. , Predicting the condensation pressure and evaporation pressure of the refrigerant after the capacity change based on the condensation temperature and evaporation temperatureBy being a thing, the condensing pressure and evaporating pressure of the refrigerant | coolant after a capacity | capacitance change can each be estimated appropriately.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a piping system diagram showing a configuration of a refrigeration apparatus according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a time chart showing the relationship between compressor capacity, condensation temperature, evaporation temperature, condensation pressure, evaporation pressure, expansion valve, and time.
[Explanation of symbols]
    (Ft '/ Ft) Compressor capacity ratio
    (10) Air conditioner (refrigeration equipment)
    (20) Refrigerant circuit
    (30) Compressor
    (34) Indoor heat exchanger (heat source side heat exchanger)
    (36) Expansion valve
    (37) Outdoor heat exchanger (use side heat exchanger)
    (80) Controller
    (83) Expansion valve controller (expansion valve control means)
    (85) Prediction unit (prediction means)
    (86) Opening change section (opening changing means)

Claims

A refrigerant circuit ( 20 ) having a compressor ( 30 ) having a variable capacity, a heat source side heat exchanger ( 34 ), an expansion valve ( 36 ) having an adjustable opening degree, and a use side heat exchanger ( 37 ). )
Predicting means ( 85 ) for predicting the condensation pressure and evaporation pressure of the refrigerant in the refrigerant circuit ( 20 ) after changing the capacity of the compressor ( 30 ) ;
A compressor capacity ratio before and after the volume change of the compressor (30), a condensation pressure and the evaporation pressure before the capacitance change of the compressor (30), said prediction means (85) is a compressor predicted (30) The opening degree of the expansion valve ( 36 ) after the capacity change of the compressor ( 30 ) is derived based on the predicted values of the condensation pressure and the evaporation pressure after the capacity change, and the expansion valve when the capacity change of the compressor ( 30 ) is derived. Opening degree change means ( 86 ) for controlling ( 36 ) to the derived opening degree ,
The prediction means (85) includes a compressor capacity ratio before and after the volume change of the compressor (30), the compressor (30) change in capacitance before the condensation side of the condensation temperature and the outdoor temperature or room temperature of the refrigerant The temperature difference on the condensing side and the temperature difference on the evaporating side after the capacity change are derived from the temperature difference and the evaporating temperature difference of the refrigerant before the capacity change of the compressor ( 30 ) and the room temperature or the outdoor temperature. The condensing temperature and the evaporating temperature of the refrigerant after the capacity change are predicted, and the condensing pressure and the evaporating pressure of the refrigerant after the capacity change are predicted based on the condensing temperature and the evaporating temperature. Refrigeration equipment.